EP0270980A2 - Schwungmassenanordnung - Google Patents

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EP0270980A2
EP0270980A2 EP87117736A EP87117736A EP0270980A2 EP 0270980 A2 EP0270980 A2 EP 0270980A2 EP 87117736 A EP87117736 A EP 87117736A EP 87117736 A EP87117736 A EP 87117736A EP 0270980 A2 EP0270980 A2 EP 0270980A2
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EP
European Patent Office
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flywheel
arrangement according
friction
ring
spring
Prior art date
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EP87117736A
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English (en)
French (fr)
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EP0270980A3 (en
EP0270980B1 (de
Inventor
Paulus Dipl.-Ing. Heidemeyer
Romanus Dipl.-Ing. Scholz
Winfried Janz
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Volkswagen AG
Original Assignee
Volkswagen AG
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Publication of EP0270980A3 publication Critical patent/EP0270980A3/de
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    • F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
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    • F16F15/13164—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon the rotating system comprising two or more gyratory masses characterised by the supporting arrangement of the damper unit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16F15/134—Wound springs
    • F16F15/13469—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations
    • F16F15/13476—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates
    • F16F15/13484—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs
    • F16F15/13492—Combinations of dampers, e.g. with multiple plates, multiple spring sets, i.e. complex configurations resulting in a staged spring characteristic, e.g. with multiple intermediate plates acting on multiple sets of springs the sets of springs being arranged at substantially the same radius
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D13/00—Friction clutches
    • F16D13/58—Details
    • F16D13/70—Pressure members, e.g. pressure plates, for clutch-plates or lamellae; Guiding arrangements for pressure members
    • F16D2013/703—Pressure members, e.g. pressure plates, for clutch-plates or lamellae; Guiding arrangements for pressure members the pressure plate on the flywheel side is combined with a damper

Definitions

  • the invention relates to a flywheel arrangement for reciprocating internal combustion engines of vehicles, in particular passenger vehicles, according to the preamble of claim 1.
  • a flywheel arrangement of this type is known for example from DE-OS 35 20 853.
  • the axial installation space of this and other, similarly constructed flywheel arrangements is however relatively large because of the arrangement of the damping devices in a special installation space between the axially adjacent flywheels and next to the friction clutch.
  • such a flywheel arrangement cannot be used, however, because of the particularly narrow axial structural conditions there.
  • the object on which the invention is based is therefore to create a flywheel arrangement of the type mentioned in the preamble, which is axially considerably shorter and is therefore also suitable for use in vehicles with drive units arranged in a front-transverse construction.
  • the transmission element producing the connection between the flywheel masses and the damping devices arranged between the transmission element and the two flywheel masses are located radially outside the friction clutch and preferably below a starter ring gear attached to the outer circumference of the first flywheel mass arranged.
  • 1 designates the total flywheel arrangement, which essentially consists of two flywheels.
  • a first flywheel is designated by 2, which is rigidly connected to a crankshaft of the internal combustion engine, not shown here, for example by a screw connection using screws 18.
  • a second flywheel consists of a flywheel 3 and a pressure plate 4 which is axially adjustable relative to a cover 5 which is rigidly fixed to this flywheel 3 by a screw connection by means of screws 17.
  • a clutch disc provided with friction linings 8 7 arranged to form a friction clutch 6.
  • the clutch disk 7 is fastened using rivets 9 to a drive disk 10 which is held in a rotationally fixed manner on a transmission input shaft 11 and which has through openings 10a for the passage of the screws 18 fastening the first flywheel mass 2 to a crankshaft flange.
  • a plate spring is designated, which is pivotally mounted between a bearing lug 14 of the cover 5 and a wire ring 15 held on a holding mandrel 16 fastened to the cover 5.
  • the plate spring 12 is designed so that its radially outer edge by loading a pressure ring 13
  • Pressure plate 4 holds the friction clutch 6 in engagement and disengagement of the friction clutch 6 is effected only upon axial actuation of the radially inner edge of the plate spring 12, which is tongue-shaped in this area by radial slots, by means of a thrust bearing, not shown here.
  • the pressure plate 4 is fastened to the cover 5 using resilient holding plates (not shown further here).
  • the flywheel 3 is supported by means of two angular contact ball bearings 21a and 21b on a cylindrical ring shoulder 20 of the first flywheel mass 2.
  • the angular contact ball bearings 21a and 21b are braced against one another during assembly by a ring disk 19, which is fixed by the fastening screws 18 on the end face of the cylindrical ring shoulder 20, having a selectable thickness, by attacking an annular shoulder 23 on the inner circumference of the inner ring of the first angular contact ball bearing 21a against the two ball bearings presses a disk spring 22 which has been eroded on the base of the cylindrical ring extension 20.
  • annular shoulders 24 and 25 are also provided, between which a radially inwardly projecting annular collar 26 of the flywheel 3 is clamped.
  • the preload to be applied during assembly should be selected so that the plate spring 22 is radially aligned in the tensioned state, so that no axial spring travel is subsequently possible. This ensures that when the actuating force for disengaging the friction clutch 6 is applied, no adjustment of the angular contact ball bearings 21a, 21b can take place.
  • O-rings are provided between the inner rings and the outer rings of the two angular contact ball bearings 21a and 21b, and the two angular contact ball bearings, which are expediently provided with permanent grease lubrication, each have sealing lips 28 on their outer end faces, which are each fixed to the outer rings of the bearings and are intended to seal radially on the inner rings.
  • the connection between the first flywheel mass 2 and the second flywheel mass essentially formed by the flywheel 3 takes place in the exemplary embodiment shown in the drawing by means of an essentially axially extending transmission ring, which is designated as a whole by 30.
  • This transmission ring 30 is arranged in a circumferential plane radially outside the outer circumference of the friction clutch 6 and in each case by a damping device 31 or 32 with the first flywheel mass 2 or the second flywheel mass 3, 4, 5 connected.
  • the damping devices 31 and 32 each consist of spring or friction devices, which come into effect under different load conditions.
  • the cylindrical transmission ring 30 has ring projections 38 and 41 which are arranged on its two end faces and extend essentially in the axial direction and which engage in circumferential axial slots 37 and 40 of the first flywheel mass 2 and the flywheel 3, respectively.
  • the engagement of the axial ring shoulder 38 in the axial slot 37 of the first flywheel should take place such that a frictional contact is made between the two. This can be achieved, for example, by selecting pairs of fits for the cylindrical ring shoulder 38 on the one hand and the cylindrical axial slot 37 on the other hand, so that there is a friction fit.
  • the frictional contact can also be achieved, for example, by providing a ripple on the inner circumference of the axial ring shoulder 38 with wave troughs and wave crests evenly distributed over the circumference, whereby a friction fit of the axial ring shoulder in the axial slot of the first flywheel mass 2 is also achieved.
  • the friction device between the transmission ring 30 and the flywheel 3 of the second flywheel mass is achieved in that a radially inwardly projecting ring web 42 with a conical inner contour 43 is provided on the transmission ring, which is provided axially by a plate spring 45 against one on the outer circumference of the flywheel 3 , also conical counter surface 44 is pressed.
  • the preload of the plate spring 45 is preferably adjustable in that a retaining ring 47, which supports the outer edge of the plate spring 5 on an annular shoulder 46, is adjustably attached to the outer circumference of the flywheel 3.
  • this adjustable fastening of the retaining ring to the flywheel can be carried out using a thread or a bayonet catch.
  • the retainer 47 is fixed to the outer circumference of the flywheel 3 by radial dowel pins 48 whose bores are made in the installed position.
  • the conical design of the friction surfaces between the transmission ring 30 and the flywheel 3 results in an advantageous increase in the friction torque with a limited spring force of the plate spring 45.
  • the damping devices 31 and 32 also have spring devices which allow the rotatable masses to be rotated to a limited extent.
  • recesses 33 and 49 are provided on the outer circumference of the centrifugal masses, in which the springs 36 and 50 are held with directions of action extending in the circumferential direction.
  • the transmission ring 30 has recesses 51 and 53 on both end faces in the area of the springs 36 and 50, which with their lateral boundary walls 52a and 52b or 54a and 54b form stops for loading the springs 36 and 50 in the individual load stages (FIG. 2 ).
  • the springs 36 and 50 are each designed as helical springs, wherein between the first flywheel 2 and the transmission ring 30 in the recesses 33 of the flywheel 2 evenly distributed over the circumference and alternately springs 36a, which already respond when the engine is idling, and springs 36b, which only respond at full engine load and increased angles of rotation by abutment of the side walls 52a or 52b of the transmission ring 30, are arranged.
  • springs 50 arranged between the transmission ring 30 and the flywheel 3 a total of six are provided in the embodiment shown here, distributed uniformly over the circumference, which only respond at large angles of rotation by abutment of the side walls 54a and 54b of the recesses 53 of the transmission ring 30.
  • FIGS. 3 and 4 of the drawing show a second embodiment of the invention which is particularly expedient with regard to some features.
  • FIG. 3 only a part of the total flywheel arrangement is shown: it is clear, however, that the parts not shown here can be inferred from the embodiment according to FIG.
  • the flywheel 102 is in the form of a stored embodiment, in that the connection between a flywheel hub 120 and a wheel rim 122 which makes up the essential part of the moment of inertia is established by means of a plurality of spokes 121 arranged around the circumference becomes.
  • the circumferential edges these spokes 121 can be formed in the shape of a blade, for example by beveling or inclination, so that they can be used to intensively convey cooling air to the second flywheel 103.
  • leaf-shaped, essentially radially extending holding elements 132a, 132b are arranged in the space between the spokes 121 evenly distributed over the circumference.
  • These sheet-like holding elements of which, as can be seen from FIG. 4, two different embodiments, namely a narrower shape 132a and a somewhat wider embodiment 132b, are provided, serve several different purposes.
  • the holding elements are held with their radially inner ends in radial grooves 133a, 133b of the hub 120 of the flywheel 102, in such a way that, as can be seen from FIG.
  • the springs 136 are held without substantial play in recesses 138 of the radial web 106 of the cylindrical ring 104, while the springs 137 are held in the recesses 139 associated with them on the radial web 106 of the cylindrical ring 104 with a circumferential play, so that they only after a larger relative rotation of the flywheel 102 with respect to the cylindrical ring 104 at stops 141 of the ring land 106 to come to rest and thus come into effect.
  • the springs 136 and 137 correspond to the springs 36a and 36b in the embodiment according to FIGS. 1 and 2.
  • the springs 136 therefore already respond when the internal combustion engine is idling, while the springs 137 only respond when the engine is fully loaded and the angles of rotation are increased.
  • the holding elements 132a, 132b bring about a uniform loading of the springs 136, 137 designed as coil springs at at least two opposite circumferential points, one circumferential point from a recess edge of the wheel rim 122 and the other is acted upon by the stop edge of the corresponding holding element.
  • a part of the holding elements also serve for the axial application of plate-shaped friction elements 145, which are held in recesses 142 of the radial web 106 of the cylindrical ring 104 and are pressed against the inner contour of the wheel rim 122 of the flywheel 102.
  • the friction elements 145 are held with play in the recesses 142, so that only when the cylindrical ring 104 is rotated relative to the flywheel 102 after the abutting edges 143 against the friction element 145 does the damping friction effect between the cylindrical ring 104 and the flywheel 102 occur Wear comes.
  • the cylindrical ring 104 which serves as the transmission element, does not come into direct contact with the flywheel 102, but only through the intermediary of the friction element 145.
  • the cylindrical ring 104 also comes on the second flywheel mass 103 designed as a pressure plate not directly to the friction system. rather, this takes place with the interposition of a friction ring 115, which is connected, for example, in a rotationally fixed manner to the outer ring of the flywheel mass 103 via claw-shaped drivers.
  • a conical friction surface arrangement formed from the friction surfaces 116, 117 is provided between the friction ring 115 and the cylindrical ring 104.
  • the cylindrical ring 104 is held in constant frictional engagement with the friction ring 115 by a plate spring 107.
  • the plate spring 107 is supported on a retaining lug 109 of the retaining ring 108, which is adjustably held with respect to the second flywheel 103.
  • This adjustment or readjustment can take place here, for example, in such a way that a plurality of clamping screws 113 are provided, which extend through holes 114 in the second flywheel 103 and each adjust a clamping nut 111 arranged in a recess in the flywheel, which has a retaining lug 112 engages in a recess 110 of the retaining ring 108.
  • FIG. 3 two further devices serving to assemble the entire unit are indicated.
  • one or more are distributed uniformly over the circumference on the outer circumference of the wheel rim 122 of the flywheel 102 Threaded bores are provided, which serve to hold mounting clamping screws 126, which, during mounting, pretension the retaining ring 108 to apply force to the plate spring 107, at least until the clamping unit consisting of clamping screws 113 and clamping nuts 111 is mounted. After installing this clamping unit, the mounting clamping screws 126 can be removed.
  • a retaining screw 128 is also indicated, which can be screwed into a threaded bore 127 made in the area of the spokes 121 of the flywheel 102, specifically through a ventilation opening 129 of the second flywheel mass 103. 130 also designates a retaining ring between the head of the retaining screw 128 and the second flywheel 103.
  • the flywheel 102 forming the first flywheel mass, the holding elements 132, the second flywheel mass 103 formed by the pressure plate can now and the cylindrical ring 104, which is provided as a transmission element between the two flywheels, are held together with the spring and damping elements to form a unit which can be mounted together on the crankshaft, so that the installation is made considerably easier.
  • the main advantage of the embodiment shown in Figures 3 and 4, however, consists in a further axial shortening of the flywheel arrangement, in that the holding elements are also accommodated in the space for the first flywheel mass, on the one hand for space-saving mounting of the coil springs and on the other hand for pressurizing the friction elements can be used.
  • the stored design of the first centrifugal mass creates the space for the holding elements, at the same time reduces the weight of the centrifugal mass arrangement and provides a possibility for conveying cooling air to the parts of the centrifugal mass arrangement subject to higher thermal stress, namely to the second centrifugal mass.
  • flywheel arrangement shown and described in the figures of the drawing despite its design as a multi-mass arrangement, is so axially short that it can also be used in front-transverse arrangements of drive units in passenger vehicles without major difficulties.
  • the clutch disk and the associated drive disk held on the transmission input shaft are otherwise designed without damping devices, as a result of which the rotating masses to be accelerated in the transmission are reduced and the synchronization during shifting operations of the transmission is facilitated.

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Abstract

Es wird eine Schwungmassenanordnung (1) für Hubkolben-Brennkraftmaschinen von Fahrzeugen, insbesondere von Personenkraftfahrzeugen beschrieben, die wenigstens zwei koaxial zueinander und axial nebeneinander angeordnete Schwungmassen (2; 3, 4, 5) aufweist, von denen eine erste (2) starr mit einer Kurbelwelle der Brennkraftmaschine, eine zweite (3, 4, 5) über eine Reibkupplung (6) mit einer Eingangswelle (11) eines der Brennkraftmaschine nachgeschalteten Getriebes und beide Schwungmassen jeweils unter Zwischenschaltung einer aus Feder- und Reibvorrichtungen bestehenden Dämpfungseinrichtung (31, 32) mit einem die Schwungmassen unter Gewährung einer begrenzten Verdrehbarkeit gegeneinander koppelnden Übertragungselement (30) verbunden sind. Um den Einsatz einer derartigen Schwungmassenanordnung auch bei Aggregateanordnungen mit relativ eng begrenztem axialen Bauraum, wie zum Beispiel bei Front-Quer-Anordnungen, zu ermöglichen, soll das Übertragungselement (30) und die Dämpfungseinrichtungen (31, 32) in im wesentlichen radial außerhalb der Reibungskupplung (6) liegenden Umfangsebenen angeordnet sein. (Figur 1)

Description

  • Die Erfindung bezieht sich auf eine Schwungmassenanordnung für Hubkolben-Brenn­kraftmaschinen von Fahrzeugen, insbesondere von Personenkraftfahrzeugen, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
  • Eine Schwungmassenanordnung dieser Bauart ist beispielsweise durch die DE-OS 35 20 853 bekannt. Der axiale Bauraum dieser und anderer, ähnlich aufgebauter Schwungmassenanordnungen ist jedoch wegen der Anordnung der Dämpfungseinrich­tungen in einem besonderen Bauraum zwischen den axial nebeneinanderliegenden Schwungmassen und neben der Reibungskupplung relativ groß. Bei Kraftfahrzeugen, in denen das Antriebsaggregat in Front-Quer-Bauweise angeordnet ist, läßt sich eine derartige Schwungmassenanordnung jedoch wegen der dort besonders engen axialen Bauverhältnisse nicht einsetzen.
  • Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe besteht daher darin, eine Schwung­massenanordnung der im Oberbegriff genannten Bauart zu schaffen, die axial wesentlich kürzer baut und dadurch auch für den Einsatz bei Fahrzeugen mit in Front-Quer-Bauweise angeordneten Antriebsaggregaten geeignet ist.
  • Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich gemäß dem Kennzeichen des Patentan­spruchs 1. Erfindungsgemäß werden also das die Verbindung zwischen den Schwung­massen herstellende Übertragungselement und die zwischen dem Übertragungselement und den beiden Schwungmassen angeordneten Dämpfungseinrichtungen radial außerhalb der Reibungskupplung und vorzugsweise unterhalb eines am Außenumfang der ersten Schwungmasse angebrachten Anlasserzahnkranzes angeordnet. Durch diese Bauweise, bei der das Übertragungselement im Gegensatz zu den bisher bekannten Ausführungen von Schwungmassenanordnungen nicht in einer radialen Ebene neben der Reibkupplung und zwischen den beiden Schwungmassen, sondern außerhalb der Reibkupplung in einer im wesentlichen axialen Umfangsebene angeordnet ist, wird in entscheidender Weise axialer Bauraum eingespart.
  • Weitere zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich gemäß den Merkmalen der Unteransprüche.
  • In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung in teilweise schematischer Darstellungsweise gezeigt, das im folgenden näher erläutert wird. Die Zeichnung zeigt in
    • Figur 1 einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsvariante der er­findungsgemäßen Schwungmassenanordnung,
    • Figur 2 eine Darstellung des Übertragungselements nach der Figur 1 in einer Abwicklung,
    • Figur 3 einen Längsschnitt durch eine zweite Ausführungsform der erfin­dungsgemäßen Schwungmassenanordnung und
    • Figur 4 eine Teilstirnansicht der zweiten Ausführungsform.
  • In der Zeichnung ist mit 1 die Schwungmassenanordnung insgesamt bezeichnet, die im wesentlichen aus zwei Schwungmassen besteht. Davon ist eine erste Schwung­masse mit 2 bezeichnet, die starr mit einer hier nicht weiter gezeigten Kurbelwelle der Brennkraftmaschine, beispielsweise durch eine Verschraubung mittels Schrauben 18, verbunden ist. Eine zweite Schwungmasse besteht aus einer Schwungscheibe 3 sowie einer gegenüber einem an dieser Schwungscheibe 3 durch eine Verschraubung mittels Schrauben 17 starr befestigten Deckel 5 axial verstellbar gehaltenen Druck­platte 4. Zwischen einander zugewandten Reiblfächen der Schwungscheibe 3 und der Druckplatte 4 ist eine mit Reibbelägen 8 versehene Kupplungsscheibe 7 zur bildung einer Reibkupplung 6 angeordnet. Die Kupplungsscheibe 7 ist unter Ver­wendung von Nieten 9 an einer auf einer Getriebeeingangswelle 11 drehfest gehal­tenen Mitnehmerscheibe 10 befestigt, die Durchgangsöffnungen 10a zum Durchgriff der die erste Schwungmasse 2 an einem Kurbelwellenflansch befestigenden Schrau­ben 18 aufweist.
  • Mit 12 ist eine Tellerfeder bezeichnet, die zwischen einer Lagernase 14 des Dek­kels 5 und einem auf einem am Deckel 5 befestigten Haltedorn 16 gehaltenen Drahtring 15 schwenkbar gelagert ist. Die Tellerfeder 12 ist dabei so ausgebil­det, daß ihr radial äußerer Rand durch Belastung eines Druckringes 13 der Druckplatte 4 die Reibkupplung 6 im Eingriff hält und erst bei axialer Betätigung des radial inneren Randes der in diesem Bereich durch radiale Schlitze zungenartig ausgebildeten Tellerfeder 12 mittels eines hier nicht dargestellten Drucklagers ein Ausrücken der Reibkupplung 6 bewirkt wird. Dazu ist die Druckplatte 4 unter Verwendung von hier nicht weiter gezeigten federnden Halteblechen an dem Deckel 5 befestigt.
  • Die Schwungscheibe 3 ist mit Hilfe zweier Schrägkugellager 21a und 21b auf einem zylindrischen Ringansatz 20 der ersten Schwungmasse 2 gelagert. Dabei werden die Schrägkugellager 21a und 21b bei der Montage gegeneinander ver­spannt, indem eine durch die Befestigungsschrauben 18 an der Stirnseite des zylindri­schen Ringansatzes 20 festgelegte Ringscheibe 19 mit wählbarer Stärke durch Angriff an einer Ringschulter 23 am Innenumfang des Innenringes des ersten Schräg­kugellagers 21a die beiden Kugellager gegen eine am Grund des zylindrischen Ringansatzes 20 angerodnete Tellerfeder 22 drückt. Am Außenumfang der Außenringe der beiden Schrägkugellager sind ebenfalls Ringschultern 24 und 25 vorgesehen, zwischenen denen ein radial nach innen ragender Ringbund 26 der Schwungscheibe 3 eingespannt ist. Die bei der Montage aufzubringende Vorspannung soll dabei so gewählt sein, daß sich die Tellerfeder 22 im gespannten Zustand radial ausrichtet, daß also anschließend kein axialer Federweg mehr möglich ist. Dadurch wird erreicht, daß bei Aufbringen der Betätigungskraft zum Austrücken der Reibkupplung 6 keine Verstellung der Schrägkugellager 21a, 21b erfolgen kann.
  • Wie aus der Zeichung weiter ersichtlich ist, sind zwischen den Innenringen und den Außenringen der beiden Schrägkugellager 21a und 21b O-Ringe vorgesehen und die beiden Schrägkugellager, die zweckmäßigerweise mit einer Dauerfett­schmierung versehen sind, weisen jeweils an ihren außen liegenden Stirnseiten Dichtlippen 28 auf, die jeweils an den Außenringen der Lager festgelegt sind und radial auf den Innenringen liegend abdichten sollen.
  • Die Verbindung zwischen der ersten Schwungmasse 2 und der zweiten, im wesent­lichen durch die Schwungscheibe 3 gebildeten Schwungmasse erfolgt bei dem in der Zwichnung gezeigten Auführungsbeispiel durch einen im wesentlichen axial sich erstreckenden Übertragungsring, der insgesamt mit 30 bezeichnet ist. Dieser Übertragungsring 30 ist in einer Umfangsebene radial außerhalb des Außenumfanges der Reibkupplung 6 angeordnet und jeweils durch eine Dämpfungsvorrichtung 31 bzw. 32 mit der ersten Schwungmasse 2 bzw. der zweiten Schwungmasse 3, 4, 5 verbunden. Die Dämpfungsvorrichtungen 31 und 32 bestehen jeweils aus Feder- bzw. Reibungsvorrichtungen, die bei unterschiedlichen Belastungszuständen zur Wirkung kommen.
  • Der zylindrische Übertragungsring 30 weist dazu an seinen beiden Stirnseiten angeordnete, sich im wesentlichen in axialer Richtung erstreckende Ringansätze 38 und 41 auf, die in umlaufende Axialschlitze 37 und 40 der ersten Schwungmas­se 2 bzw. der Schwungscheibe 3 eingreifen. Dabei soll der Eingriff des axialen Ringansatzes 38 in den Axialschlitz 37 der ersten Schwungmasse so erfolgen, daß zwischen beiden ein Reibkontakt hergestellt wird. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, daß für den zylindrischen Ringansatz 38 einerseits und den zylindrischen Axialschlitz 37 andererseits solche Passungspaarungen gewählt werden, daß sich ein Reibsitz ergibt.
  • Der Reibkontakt kann aber auch dadurch erreicht werden, daß beispielsweise am Innenumfang des axialen Ringansatzes 38 eine Welligkeit mit gleichmäßig über den Umfang verteilten Wellentälern und Wellenbergen vorgesehen ist, wodurch ebenfalls ein Reibsitz des axialen Ringansatzes in dem Axialschlitz der ersten Schwungmasse 2 erzielt wird. Schließlich ist es auch möglich, am Innenumfang des axialen Ringansatzes 38 durchgehend oder auch eventuell nur in gleichmäßig über den Umfang verteilten einzelnen Sektoren Reibbeläge 39 vorzusehen, die dann gegenüber der am Axialschlitz 37 der ersten Schwungmasse 2 angeordneten Gegenfläche einen Reibsitz mit definierten Reibwerten bildet.
  • Die Reibvorrichtung zwischen dem Übertragungsring 30 und der Schwungscheibe 3 der zweiten Schwungmasse wird dadurch erreicht, daß an dem Übertragungsring ein radial nach innen ragender Ringsteg 42 mit einer konischen Innenkontur 43 vorgesehen ist, der von einer Tellerfeder 45 axial gegen eine am Außenumfang der Schwungscheibe 3 vorgesehen, ebenfalls konische Gegenfläche 44 gedrückt wird. Dabei ist die Vorspannung der Tellerfeder 45 vorzugsweise einstellbar, indem ein den Außenrand der Tellerfeder 5 an einer Ringschulter 46 abstützender Halte­ring 47 am Außenumfang der Schwungscheibe 3 einstellbar befestigt ist. Beispielsweise kann diese einstellbare Befestigung des Halteringes an der Schwungscheibe mit Hilfe eines Gewindes oder eines Bajonettverschlusses erfolgen. In der Zeichnung wird der Halterig 47 durch radiale Spannstifte 48 deren Bohrungen in Einbaulage hergestellt werden, am Außenumfang der Schwungscheibe 3 festgelegt.
  • Die konische Ausbildung der Reibflächen zwischen dem Übertragungsring 30 und der Schwungscheibe 3 ergibt eine vorteilhafte Steigerung des Reibmoments bei begrenzt aufzubringender Federkraft der Tellerfeder 45.
  • Neben den Reibvorrichtungen weisen die Dämpfungsvorrichtungen 31 und 32 auch noch Federvorrichtugnen auf, die eine begrenzte Verdrehbarkeit der Schwungmas­sen gegeneinander ermöglichen. Dazu sind am Außenumfang der Schwungmassen Ausnehmungen 33 und 49 vorgesehen, in denen die Federn 36 und 50 mit in Um­fangsrichtung verlaufenden Wirkungsrichtungen gehalten sind. Gleichzeitig weist der Übertragungsring 30 an beiden Stirnseiten im Bereich der Federn 36und 50 Ausnehmungen 51 bzw. 53 auf, die mit ihren seitlichen Begrenzungswänden 52a und 52b bzw. 54a und 54b Anschläge zur Beaufschlagung der Federn 36 und 50 in den einzelnen Belastungsstufen bilden (Figur 2). Die Federn 36 und 50 sind dabei jeweils als Schraubenfedern ausgebildet, wobei zwischen der ersten Schwung­masse 2 und dem Übertragungsring 30 in den Aussparungen 33 der Schwungmas­se 2 gleichmäßig über den Umfang verteilt und jeweils abwechselnd Federn 36a, die bereits im Leerlauf der Brennkraftmaschine ansprechen, und Federn 36b, die erst bei Motorvollast und vergrößerten Verdrehwinkeln durch Anschlag der Seitenwände 52a bzw. 52b des Übertragungsringes 30 ansprechen, angeordnet sind. Von den zwischen dem Übertragungsring 30 und der Schwungscheibe 3 angeordneten Federn 50 sind bei dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel insgesamt sechs gleichmäßig über den Umfang verteilt vorgesehen, die erst bei großen Verdrehwinkeln durch Anschlag der Seitenwände 54a bzw. 54b der Ausnehmungen 53 des Übertragungsringes 30 ansprechen.
  • In den Figuren 3 und 4 der Zeichnung ist eine zweite, bezüglich einiger Merkmale besonders zweckmäßige Ausführungsform der Erfindung gezeigt. In der Figur 3 ist dabei nur ein Teil der gesamten Schwungmassenanordnung dargestellt: es ist aber klar, daß die hier nicht gezeigten Teile durchaus der Ausführung nach der Figur 1 entnommen werden können.
  • Wesentlich bei der Ausführung nach den Figuren 3 und 4 ist zunächst, daß das Schwungrad 102 als gespeichte Ausführung ausgebildet ist, indem die Verbindung zwischen einer Schwungradnabe 120 und einem den wesentlichen Anteil des Schwung­momentes ausmachenden Radkranz 122 durch mehrere über den Umfang verteilt ange­ordnete Speichen 121 hergestellt wird. Die in Umfangsrichtung liegenden Kanten dieser Speichen 121 können dabei, beispielsweise durch Anschrägung oder Anstel­lung, schaufelförmig ausgebildet sein, so daß sie zur intensiven Förderung von Kühlluft zur zweiten Schwungmasse 103 herangezogen werden können.
  • In dem Raum zwischen den gleichmäßig über den Umfang verteilten Speichen 121 sind blattförmige, sich im wesentlichen radial erstreckende Halteelemente 132a, 132b angeordnet. Diese blattförmigen Halteelemente, von denen, wie aus der Figur 4 ersichtlich ist, zwei verschiedene Ausführungsformen, nämlich eine schmalere Form 132a und eine etwas breitere Ausführungsform 132b vorgesehen sind, dienen dabei mehreren verschiedenen Aufgaben. Die Halteelemente werden mit ihren radial inneren Enden in radialen Nuten 133a, 133b der Nabe 120 des Schwungrades 102 gehalten, und zwar derart, daß sie, wie aus der Figur 3 ersichtlich ist, bei der Befestigung des Schwungrades 102 an dem Befestigungsflansch 119 der Kurbelwelle mittels einer Befestigungsschraube 118 zwischen der Nabe 120 des Schwungrades 102 und einer Spannscheibe 131 axial eingespannt werden. Paßstifte 134a und 134b übernehmen die zusätzliche Sicherung und Lagefixierung der Halte­elemente 132a, 132b. Die radial äußeren Enden der Halteelemente 132a, 132b dienen zunächst als Anschläge 135a bzw. 135b für die zwischen dem zylindrischen Ring 104 und dem Schwungrad 102 angeordneten Federvorrichtungen 136, 137, die ebenso wie bei der Ausführung nach der Figur 1 als Druckfedern ausgebildet sind und in entsprechenden Aussparungen 138, 139 des Radkranzes 122 bzw. eines an dem schwungradseitigen Ende des zylindrischen Ringes 104 vorgesehenen radial nach innen gerichteten Steges 106 angeordnet sind. Dabei sind die Federn 136 ohne wesentliches Spiel in Ausnehmungen 138 des radialen Steges 106 des zylindrischen Ringes 104 gehalten, während die Federn 137 in den ihnen zugeordneten Ausnehmungen 139 an dem radialen Steg 106 des zylindrischen Ringes 104 mit einem Umfangsspiel gehalten sind, so daß sie erst nach einer größeren relativen Verdrehung des Schwung­rades 102 gegenüber dem zylindrischen Ring 104 an Anschlägen 141 des Ringsteges 106 zur Anlage und somit zur Wirkung kommen. die Federn 136 und 137 entsprechen dabei den Federn 36a und 36b bei der Ausführung nach den Figuren 1 und 2. Die Federn 136 sprechen also bereits beim Leerlauf der Brennkraftmaschine an, während die Federn 137 erst bei Motorvollast und vergrößerten Verdrehwinkeln zum Ansprechen kommen.
  • Die Halteelemente 132a, 132b bewirken dabei eine gleichmäßige Belastung der als Schraubenfedern ausgebildeten Federn 136, 137 an wenigstens zwei gegenüber­liegenden Umfangspunkten, wobei ein Umfangspunkt von einer Ausnehmungskante des Radkranzes 122 und der andere von der Anschlagkante des entsprechenden Halteelementes beaufschlagt wird.
  • Ein Teil der Halteelemente, nämlich die mit 132b bezeichneten breiteren Ausführungs­formen dienen darüberhinaus noch zur axialen Beaufschlagung von plattenförmigen Reibelementen 145, die in Ausnehmungen 142 des radialen Steges 106 des zylindri­schen Ringes 104 gehalten und gegen die Innenkontur des Radkranzes 122 des Schwungrades 102 gedrückt werden. Die Reibelemente 145 sind dabei mit Spiel in den Ausnehmungen 142 gehalten, so daß erst bei einer relativen Verdrehung des zylindrischen Ringes 104 gegenüber dem Schwungrad 102 nach Anlage der Anschlagkanten 143 an dem Reibelement 145 die dämpfende Reibungswirkung zwischen dem zylindrischen Ring 104 und dem Schwungrad 102 zum Tragen kommt.
  • Bei dem in der Figur 3 gezeigten Ausführungsbeispiel kommt somit der zylindri­sche, als Übertragungselement dienende Ring 104 nicht unmittelbar an dem Schwung­rad 102 zur reibenden Anlage, sondern erst unter Vermittlung des Reibelementes 145. Auch an der als Druckplatte ausgeführten zweiten Schwungmasse 103 kommt der zylindrische Ring 104 nicht unmittelbar zur Reibanlage. dies erfolgt vielmehr unter Zwischenschaltung eines Reibringes 115, der beispielsweise über klauenförmige Mitnehmer drehfest mit dem Außenkranz der Schwungmasse 103 verbunden ist. Zwischen dem Reibring 115 und dem zylindrischen Ring 104 ist eine aus den Reib­flächen 116, 117 gebildete konische Reibflächenanordnung vorgesehen. Der zylindrische Ring 104 wird dabei von einer Tellerfeder 107 in ständigem Reibeingriff mit dem Reibring 115 gehalten. Die Tellerfeder 107 stützt sich dazu an einer Haltenase 109 des Halteringes 108 ab, der verstellbar gegenüber der zweiten Schwungmasse 103 gehalten ist. Diese Verstellung bzw. Nachstellung kann hier z.B in der Weise erfolgen, daß mehrere über den Umfang vorgesehene Spannschrauben 113 vorgesehen sind, die durch Bohrungen 114 der zweiten Schwungmasse 103 greifen und jeweils eine in einer Ausnehmung der Schwungmasse angeordnete Spannmutter 111 verstellen, die mit einer Haltenase 112 in eine Ausnehmung 110 des Halteringes 108 greift. Durch Verdrehung der Spannschraube 113 und Anziehen bzw. Lockern der Spannmutter 111 kann dabei die Kraftbeaufschlagung der Tellerfeder 107 und damit auch das Reibmoment an den Reibflächen 116, 117 verändert werden.
  • In der Figur 3 sind noch zwei weitere, der Montage der gesamten Einheit dienende Vorrichtungen angedeutet. Zunächst sind am Außenumfang des Radkranzes 122 des Schwungrades 102 eine oder mehrere gleichmäßig über den Umfang verteilte Gewindebohrungen vorgesehen, die zur Aufnahme von Montagespannschrauben 126 dienen, die bei der Montage den Haltering 108 zur Kraftbeaufschlagung der Tellerfeder 107 vorspannen, jedenfalls so lange, bis die aus Spannschrauben 113 und Spannmuttern 111 bestehende Spanneinheit montiert ist. Nach der Montage dieser Spanneinheit können die Montagespannschrauben 126 entfernt werden.
  • Darüberhinaus ist noch eine Halteschraube 128 angedeutet, die in eine im Bereich der Speichen 121 des Schwungrades 102 angebrachte Gewindebohrung 127 ein­schraubbar ist und zwar durch eine Belüftungsöffnung 129 der zweiten Schwung­masse 103 hindurch. 130 bezeichnet noch einen Haltering zwischen dem Kopf der Halteschraube 128 und der zweiten Schwungmasse 103. Mit Hilfe dieser zweck­mäßigerweise ebenfalls gleichmäßig über den Umfang verteilten Anordnung können nun das die erste Schwungmasse bildende Schwungrad 102, die Halteelemente 132, die durch die Druckplatte gebildete zweite Schwungmasse 103 sowie der als Übertragungselement zwischen den beiden Schwungmassen vorgesehene zylindrische Ring 104 mit den Feder- und Dämpfungselementen zu einer gemeinsam an der Kurbelwelle montierbaren Einheit zusammengehalten werden, so daß die Montage wesentlich erleichtert wird. Der wesentliche Vorteil der in den Figuren 3 und 4 gezeigten Ausführung besteht aber in einer nochmaligen axialen Kürzung der Schwungmassenanordnung, indem in dem Raum für die erste Schwungmasse zugleich auch die Halteelemente untergebracht werden, die einerseits zur raumsparenden Halterung der Schraubenfedern und andererseits zur Druckbeaufschlagung der Reibelemente herangezogen werden können. Durch die gespeichte Ausführung der ersten Schwungmasse wird dabei der Raum für die Halteelemente geschaffen, gleichzeitig das Gewicht der Schwungmassenanordnung reduziert und eine Möglich­keit zur Förderung von Kühlluft an die thermisch höher beaufschlagten Teile der Schwungmassenanordnung, nämlich an die zweite Schwungmasse, bereitgestellt.
  • Zusammenfassend ist festzustellen, daß die in den Figuren der Zeichnung darge­stellte und beschriebene Schwungmassenanordnung trotz ihrer Ausbildung als Mehr­massenanordnung axial so kurz baut, daß sie auch bei Front-Quer-Anordnungen von Antriebsaggregaten in Personenkraftfahrzeugen ohne größere Schwierigkeiten eingesetzt werden kann. Die Kupplungsscheibe und die damit verbundene, auf der Getriebeeingangswelle gehaltene Mitnehmerscheibe ist im übrigen ohne Dämpfungs­einrichtungen ausgeführt, wodurch die zu beschleunigenden Drehmassen im Getriebe verringert und dabei die Synchronisierung bei Schaltvorgängen des Getriebes er­leichtert wird.

Claims (27)

1. Schwungmassenanordnung für Hubkolben-Brennkraftmaschinen von Fahrzeugen, insbesondere von Personenkraftfahrzeugen, mit wenigstens zwei koaxial zu­einander und axial nebeneinander angeordneten Schwungmassen, von denen eine erste starr mit einer Kurbelwelle der Brennkraftmaschine, eine zweite über eine Reibkupplung mit einer Eingangswelle eines der Brennkraftmaschine nachgeschalteten Getriebes und beide Schwungmassen jeweils unter Zwischen­schaltung einer aus Feder- und Reibvorrichtungen bestehenden Dämpfungsein­einrichtung mit einem die Schwungmassen unter Gewährung einer begrenzten Verdrehbarkeit gegeneinander koppelnden Übertragungselement verbunden sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Übertragungselement (30) und die Dämpfungs­einrichtungen (31, 32) in im wesentlichen radial außerhalb der Reibungskupplung (6) liegenden Umfangsebenen angeordnet sind.
2. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Übertragungselement aus einem zylindrischen Ring (30) gebildet ist mit an beiden Stirnseiten angeordneten, sich im wesentlichen in axialer Richtung er­streckenden Ringansätzen (38, 41), die in umlaufende Axialschlitze (37, 40) der ersten (2) und der zweiten Schwungmasse (3) eingreifen.
3. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß beide Schwungmassen (2, 3) in ihren radial äußeren Bereichen Aussparungen (33, 49) zur Aufnahme der in Umfangsrichtung wirksamen Federvorrichtungen (36a, 36b, 50) der Dämpfungseinrichtungen (31, 32) aufweisen.
4. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß der zylindrische Ring (30) an beiden Stirnseiten Anschläge (52a, 52b, 54a, 54b) für die Federvorrichtungen (36a, 36b, 50) bildende Ausnehmungen (51, 53) auf­weist.
5. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekenn­zeichnet, daß der in den Axialschlitz (37) der ersten Schwungmasse (2) eingrei­fende axiale Ringansatz (38) des zylindrischen Ringes (30) in einer eine Reib­vorrichtung gegenüber der ersten Schwungmasse (2) bildenden Weise gehalten ist.
6. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der axiale Ringansatz (38) wenigstens eine an einer Gegenfläche der ersten Schwung­masse zur Reibanlage kommende Reibfläche (39) aufweist.
7. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibfläche (39) zumindest auf einem Teil ihres Umfanges Reibbeläge aufweist.
8. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibfläche (39) und die zugeordnete Gegenfläche eine einen Reibsitz bewirkende Passungspaarung aufweisen.
9. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibfläche (39) eine über den Umfang gleichmäßig verteilte Welligkeit auf­weist.
10. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der zylindrische Ring (30) eine von einer vorgespannten Tellerfeder (45) gegen eine mit der zweiten Schwungmasse (3) verbundene konische Gegenfläche (44) drückbare konische Reiblfläche (43) aufweist.
11. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorspannung der Tellerfeder (45) einstellbar ist.
12. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Tellerfeder (45) auf einer Ringschulter (46) eines an der zweiten Schwung­masse (3) einstellbar befestigten Halteringes (47) abgestützt ist.
13. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekenn­zeichnet, daß die zweite Schwungmasse (3) mittels zweier unter Verwendung einer Tellerfeder (22) gegeneinander verspannter Schrägkugellager (21a, 21b) auf einem zylindrischen Ringansatz (20) der ersten Schwungmasse (2) gelagert ist.
14. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Außenringe der bei den Schrägkugellager (21a, 21b) einander zugewandte Ringschultern (24, 25) aufweisen, zwischen denen ein radial nach innen ragender Ringbund (26) der zweiten Schwungmasse (3) gehalten ist.
15. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenringe der Schrägkugellager (21a, 21b) mit einer Kraft gegen die im Grund des Ringansatzes (20) gehaltene Tellerfeder (22) gespannt sind, die größer ist, als die Betätigungskraft der Reibkupplung (6).
16. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenringe der Schrägkugellager (21a, 21b) mit einer solchen Kraft gegen die im Grund des Ringansatzes (20) gehaltene Tellerfeder (22) gespannt sind, daß die Tellerfeder im vorgespannten Zustand im wesentlichen radial ausgerichtet ist.
17. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Tellerfeder zwischen den Außenringen der Schrägkugellager angeordnet und im eingebauten Zustand im wesentlichen auf Blockhöhe gedrückt ist.
18. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekenn­zeichnet, daß die erste Schwungmasse als im wesentlichen aus einer Nabe (120), einem ringscheibenförmigen Radkranz (122) und die Nabe mit dem Rad­kranz verbindenden, über den Umfang verteilten Speichen (121) bestehendes Schwungrad (102) ausgebildet ist.
19. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest die in Umfangsrichtung liegenden Kanten der Speichen (121) schau­felförmig ausgebildet sind.
20. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich zwischen den Speichen (121) blattförmige, sich im wesent­lichen radial erstreckende Halteelemente (132a, 132b) angeordnet sind, deren radial innere Enden im Bereich der Nabe (120) des Schwungrades (102) gehal­ten sind und deren radial äußere Enden als Anschläge (135a, 135b) für die zwischen dem zylindrischen Ring (104) und dem Schwungrad (102) angeordneten Federvorrichtungen (136, 136) ausgebildet sind.
21. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekenn­zeichnet, daß die radial inneren Enden der Halteelemente (132a, 132b) in radialen Nuten (133a, 133b) der Schwungradnabe (120) gehalten und durch Paßstifte (134a, 134b) gesichert sind.
22. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 20 oder 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Halteelemente (132b) wenigstens teilweise als Federelemente zur axialen Beaufschlagung von an dem Radkranz (122) des Schwungrades (102) zur Reibanlage kommenden Reibelementen (145) ausgebildet sind.
23. Schwungmassenanordnung nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß die Reibelemente (145) durch zwischen dem Schwungrad (102) und den Halte­elementen (132b) angeordnete und in Ausnehmungen (142) eines radial gerich­teten Steges (106) des zylindrischen Ringes (104) gehaltene, plattenförmige Bauteile gebildet sind.
24. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekenn­zeichnet, daß die konische Reiblfläche (116) des zylindrischen Ringes (104) mit einer konischen Gegenfläche (117) an einem mit der zweiten Schwungmasse (103) drehfest verbundenen Reibring (115) zusammenwirkt.
25. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekenn­zeichnet, daß zur einstellbaren Befestigung des Halteringes (108) an der zweiten Schwungmasse (103) von jeweils einer an der Schwungmasse gehaltenen Spann­schraube (113) verstellbare, in Ausnehmungen (110) des Halternges (108) grei­fende Spannmuttern (110) vorgesehen sind.
26. Schwungmassenanordnung einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß am Außenumfang des Schwungrades Montage-Spannschrauben (126) zur vorübergehenden Druckbeaufschlagung der Tellerfedern (107) während des Montagevorganges befestigbar sind.
27. Schwungmassenanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekenn­zeichnet, daß an den Speichen (121) des Schwungrades (102) Gewindebohrungen (127) zum Eingriff von durch Lüftungsbohrungen (129) der zweiten Schwung­masse (103) greifenden Halteschrauben (128) zwecks Bildung einer vormontier­baren Baueinheit vorgesehen sind.
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